锥齿轮传动设计说明书（通用8篇）
锥齿轮传动设计说明书 篇1
机械原理大作业三
课程名称：
机械原理
设计题目：
齿轮传动设计
院
系：
机电学院
班
级：
设
计
者：
学
号：
指导教师：
设计时间：
2017年6月5日
XX大学
一、设计题目
如图所示，一个机械传动系统，运动由电动机1输入，经过机械传动系统变速后由圆锥齿轮16输出三种不同的速度。用表中第21组数据对该机构进行设计。
1.1机构运动简图
1.电动机
2，4.皮带轮
3.皮带
5，6，7，8，9，10，11，12，13，14.圆柱齿轮、15，16.圆锥齿轮
1.2机械传动系统原始参数
序号
电机转速（r/min）
输出轴转速（r/min）
带传动最大传动比
滑移齿轮传动
定轴齿轮传动
最大传动比
模数
圆柱齿轮
圆锥齿轮
一对齿轮最大传动比
模数
一对齿轮最大传动比
模数
745
≤2.5
≤4
≤4
≤4
二、传动比的分配计算
电动机转速n=745r/min，输出转速n1=40
r/min，n2=35
r/min，n3=30
r/min，带传动的最大传动比ipmax=2.5,滑移齿轮传动的最大传动比ivmax=4，定轴齿轮传动的最大传动比idmax=4。
根据传动系统的原始参数可知，传动系统的总传动比为
i1=nn1=745/40=18.625
i2=nn2=745/35=21.286
i3=nn3
=745/30=24.833
传动系统的总传动比由带传动、滑移齿轮传动和定轴齿轮传动三部分实现。设带传动的传动比为ipmax=2.5，滑移齿轮的传动比为iv1、iv2和iv3，定轴齿轮传动的传动比为if，则总传动比
i1=ipmaxiv1if
i2=ipmaxiv2if
i3=ipmaxiv3if
令iv3=ivmax=4
则可得定轴齿轮传动部分的传动比为if
=
i3ipmax×ivmax
=
24.8332.5×4=2.4833
滑移齿轮传动的传动比
iv1=i1ipmax×if
=
18.6252.5×2.4833
=3.0000
iv2=i2ipmax×if
=
21.2862.5×2.4833
=3.4287
定轴齿轮传动由3对齿轮传动组成，则每对齿轮的传动比为
id=3if=32.4833=1.3542≤idmax=4
三、齿轮齿数的确定
3.1
滑移齿轮传动齿数的确定
根据传动比符合ivi=3的要求，以及中心距必须和后两个齿轮对相同，齿数最好互质，不能产生根切以及尺寸尽可能小等一系列原则，初步确定滑移齿轮5,6为高度变位齿数分别为：z5=
18，z6=
53。变位系数x1=0.4，x2=-0.4
根据传动比符合iv2=3.4287的要求,以及中心距必须和其他两个齿轮对相同，齿数最好互质，不能产生根切以及尺寸尽可能小等一系列原则，初步确定齿轮7,8,9,10均为角度变位齿轮，齿数分别为z7=16，z8=
55，变位系数x1=0.53,x2=0.567
z9=14，z10=57，变位系数x1=0.53,x2=0.567
它们的齿顶高系数ha*=1，径向间隙系数c*=0.25，分度圆压力角α=20°，实际中心距a＇=67mm。
3.2
定轴传动齿轮齿数的确定
根据定轴齿轮变速传动系统中传动比符合id的要求，以及齿数最好互质，不能产生根切以及尺寸尽可能小等一系列原则，可大致选择如下：
圆柱齿轮11、12、13和14为高度变位齿轮，其齿数：z11=z13=17，z12=z14=23。变位系数x1=0.120,x2=-0.120，它们的齿顶高系数ha*=1，径向间隙系数c*=0.25，分度圆压力角α=20°。
圆锤齿轮15和16选择为标准齿轮z15=17，z16=23，齿顶高系数ha*=1，径向间隙系数c*=0.2，分度圆压力角α=20°。
四、滑移齿轮变速传动中每对齿轮几何尺寸及重合度的计算
4.1滑移齿轮5和齿轮6
序号
项目
代号
计算公式及计算结果
齿数
齿轮5
z5
齿轮6
z6
模数
m
压力角
α
20°
齿顶高系数
ha*
顶隙系数
c*
0.25
标准中心距
a
=
(z5+z6)/2=71mm
实际中心距
a＇
71mm
啮合角
α＇
α＇=arccosacosαa＇=20°
变位系数
齿轮5
x5
0.40
齿轮6
x6
-0.40
齿顶高
齿轮5
ha5
ha5=mha*+x5-∆y=2.800mm
齿轮6
ha6
ha6=mha*+x6-∆y=1.200mm
齿根高
齿轮5
hf5
hf5=mha*+c*-x5=1.700mm
齿轮6
hf6
hf6=mha*+c*-x6=3.300mm
分度圆直径
齿轮5
d5
d5=mz5=36.000mm
齿轮6
d6
d6=mz6=106.000mm
齿顶圆直径
齿轮5
da5
da5=d5+2ha5=41.600mm
齿轮6
da6
da6=d6+2ha6=108.400mm
齿根圆直径
齿轮5
df5
df5=d5-2hf5=32.600mm
齿轮6
df6
df6=d6-2hf6=99.400mm
齿顶圆压力角
齿轮5
αa5
αa5=arccosd5cosαda5=35.591°
齿轮6
αa6
αa6=arccosd6cosαda6=23.236°
重合度
ε
ε=[z5tanαa5-tanα＇+z6tanαa6-tanα＇]
/2π=1.559
4.2滑移齿轮7和齿轮8
序号
项目
代号
计算公式及计算结果
齿数
齿轮7
z7
齿轮8
z8
模数
m
压力角
α
20°
齿顶高系数
ha*
顶隙系数
c*
0.25
标准中心距
a
=
(z7+z8)/2=71mm
实际中心距
a＇
73mm
啮合角
α＇
α＇=arccosacosαa＇=23.943°
变位系数
齿轮7
x7
0.53
齿轮8
x8
0.567
齿顶高
齿轮7
ha7
ha7=mha*+x7-∆y=2.866mm
齿轮8
ha8
ha8=mha*+x8-∆y=2.940mm
齿根高
齿轮7
hf7
hf7=mha*+c*-x7=1.440mm
齿轮8
hf8
hf8=mha*+c*-x8=1.366mm
分度圆直径
齿轮7
d7
d7=mz7=32.000mm
齿轮8
d8
d8=mz8=110.000mm
齿顶圆直径
齿轮7
da7
da7=d7+2ha7=37.732mm
齿轮8
da8
da8=d8+2ha8=115.880mm
齿根圆直径
齿轮7
df7
df7=d7-2hf7=29.12mm
齿轮8
df8
df8=d8-2hf8=107.268mm
齿顶圆压力角
齿轮7
αa7
αa7=arccosd7cosαda7=37.161°
齿轮8
αa8
αa8=arccosd8cosαda8=26.873°
重合度
ε
ε=[z7tanαa7-tanα＇+z8tanαa8-tanα＇]
/2π=1.553
4.3滑移齿轮9和齿轮10
序号
项目
代号
计算公式及计算结果
齿数
齿轮9
z9
齿轮10
z10
模数
m
压力角
α
20°
齿顶高系数
ha*
顶隙系数
c*
0.25
标准中心距
a
=
(z9+z10)/2=71
实际中心距
a＇
啮合角
α＇
α＇=arccosacosαa＇=23.943°
变位系数
齿轮9
x9
0.53
齿轮10
x10
0.567
齿顶高
齿轮9
ha9
ha9=mha*+x9-∆y=2.866mm
齿轮10
ha10
ha10=mha*+x10-∆y=2.940mm
齿根高
齿轮9
hf9
hf9=mha*+c*-x9=1.440mm
齿轮10
hf10
hf10=mha*+c*-x10=1.366mm
分度圆直径
齿轮9
d9
d9=mz9=28.000mm
齿轮10
d10
d10=mz10=114.000mm
齿顶圆直径
齿轮9
da9
da9=d9+2ha9=33.732mm
齿轮10
da10
da10=d10+2ha10=119.880mm
齿根圆直径
齿轮9
df9
df9=d9-2hf9=25.120mm
齿轮10
df10
df10=d10-2hf10=111.268mm
齿顶圆压力角
齿轮9
αa9
αa9=arccosd9cosαda9=38.738°
齿轮10
αa10
αa10=arccosd10cosαda10=26.67°
重合度
ε
ε=[z9tanαa9-tanα＇+z10tanαa10-tanα＇]
/2π=1.531
五、定轴齿轮变速传动中每对齿轮几何尺寸及重合度的计算
5.1圆柱齿轮11与齿轮12
(齿轮13同齿轮11，齿轮14同齿轮12)
序号
项目
代号
计算公式及计算结果
齿数
齿轮11
z11
齿轮12
z12
模数
m
压力角
α
20°
齿顶高系数
ha*
顶隙系数
c*
0.25
标准中心距
a
=
(z11+z12)/2=60
实际中心距
a＇
啮合角
α＇
α＇=arccosacosαa＇=20°
变位系数
齿轮11
x11
0.120
齿轮12
x12
-0.120
齿顶高
齿轮11
ha11
ha11=mha*+x11-∆y=3.360mm
齿轮12
ha12
ha12=mha*+x12-∆y=2.640mm
齿根高
齿轮11
hf11
hf11=mha*+c*-x11=3.390mm
齿轮12
hf12
hf12=mha*+c*-x12=4.110mm
分度圆直径
齿轮11
d11
d11=mz11=51mm
齿轮12
d12
d12=mz12=69mm
齿顶圆直径
齿轮11
da11
da11=d11+2ha11=57.720mm
齿轮12
da12
da12=d12+2ha12=74.280mm
齿根圆直径
齿轮11
df11
df11=d11-2hf11=44.220mm
齿轮12
df12
df12=d12-2hf12=60.780mm
齿顶圆压力角
齿轮11
αa11
αa11=arccosd11cosαda11=33.916°
齿轮12
αa12
αa12=arccosd12cosαda12=29.203°
重合度
ε
ε=[z11tanαa11-tanα＇+z12tanαa12-tanα＇]
/2π
=1.549
5.2圆锥齿轮15与16
序号
项目
代号
计算公式及计算结果
齿数
齿轮15
z15
齿轮16
z16
模数
m
压力角
α
20°
齿顶高系数
ha*
顶隙系数
c*
0.2
分度圆锥角
齿轮15
δ15
δ15=arccot(z16/z15)=36.469°
齿轮16
δ16
δ16=90°-δ15=53.531°
分度圆直径
齿轮15
d15
d15=mz15=51.000mm
齿轮16
d16
d16=mz16=69.000mm
锥距
R
R=12d152+d162=42.901mm
齿顶高
齿轮15
ha15
ha15=mha*=3.000mm
齿轮16
ha16
ha16=mha*=3.000mm
齿根高
齿轮15
hf15
hf15=mha*+c*=3.600mm
齿轮16
hf16
hf16=mha*+c*=3.600mm
齿顶圆直径
齿轮15
da15
da15=d15+2ha15cosδ15=55.825mm
齿轮16
da16
da16=d16+2ha16cosδ16=72.566mm
齿根圆直径
齿轮15
df15
df15=d15-2hf15cosδ15=45.210mm
齿轮16
df16
df16=d16-2hf16cosδ16=64.720mm
当量齿数
齿轮15
zν15
zν15=z15cosδ15=21.140
齿轮16
zν16
zν16=z16cosδ16=38.695
当量齿轮
齿顶圆压力角
齿轮15
ανa15
ανa15=arccosmzν15cosαmzν15+2ha15=30.854°
齿轮16
ανa16
ανa16=arccosmzν16cosαmzν16+2ha16=26.682°
重合度
ε
ε=[zν15tanανa15-tanα＇+zν16tanανa16-tanα＇]
/2π=1.640
六、输出转速的检验
n1=n*iv1＇*if＇*ipmax＇=745×1853×1723×1723×1723×12.5=40.86rmin
(要求值40r⁄min)
n2=n*iv1＇*if＇*ipmax＇=745×1655×1723×1723×1723×12.5=35.00rmin
(要求值35r⁄min)
n3=n*iv1＇*if＇*ipmax＇=745×1457×1723×1723×1723×12.5=29.56rmin
(要求值30r⁄min)
可以看出，当输入转速为745
r⁄min时，所设计齿轮传动机构能输出符合所要求的转速。
锥齿轮传动设计说明书 篇2
我国弧齿锥齿轮技术兴起于20 世纪70 年代。弧齿锥齿轮是实现相交轴或交错轴运动和动力传递的基础元件,具有在高速转动时噪声和振动小、重合度高、承载能力大和传动比大等优点,广泛应用于直升机、汽车、机床及工程机械等领域,是当今直升机、汽车等高精度高速重载设备的主传动元件[1]。
现针对航空直升机尾减上的一对弧齿锥齿轮进行了优化设计。为了使传动更加平稳和噪声更低,满足直升机的高可靠性要求,在传统的以体积最小为目标的基础上,增加了纵向重合度最大的要求,从而对弧齿锥齿轮传动系统进行双目标优化设计。
1 优化设计数学模型
1. 1 设计变量
在给定传递转矩和传动比的条件下,弧齿锥齿轮传动中,需要确定的参数有: 小弧齿锥齿轮齿数z1、齿宽中点螺旋角 βm、齿宽b和大端的端面模数mt,因此取设计变量为:
1. 2 目标函数
在满足传动性能等方面要求的前提下,为了减轻质量、结构紧凑和传动平稳,将传动弧齿锥齿轮的体积最小和纵向重合度最大来作为优化的目标。计算锥齿轮体积时,将锥齿轮简化为以齿宽中点处齿顶圆为直径,以锥齿轮齿宽为高度的圆柱来计算。
锥齿轮的体积为:
式中: Rm—齿轮副的平均锥距,Rm= Re-b /2;
Re—齿轮副的外锥距,;
i—齿轮副的传动比;
da1—小轮大端齿顶圆直径,
da1=mtz1+2cos(arccot)(i);
da2—小轮大端齿顶圆直径,
da2=mtiz1+2cos(arctan)(i);
锥齿轮的纵向重合度为:
因此,为使锥齿轮体积最小和纵向重合度最大,总目标函数为:
式中,为加权因子,它随着两个分目标函数相对重要程度的差异而变化。
由于目标函数是由两个不同量级和性质的分目标函数组成,为了求解的方便,需要将其转化为单目标问题来求解,转化方法如下:
采用正弦函数:
两分目标函数的取值变化范围为:
式中,pi、qi分别为目标函数的上、下限。
将Fi( X) 转化为规格Fki( x)
根据目标函数容限法,两个目标的容限分别为:
加权因子为:。
1. 3 约束条件
a) 轮齿齿面接触疲劳强度约束[2]
式中: SHmin—最小安全系数;
σHlim—试验齿轮的齿面接触疲劳极限应力( MPa) 。
式中: ZE—弹性系数;
Ftmax—小轮运转中最大切向力;
Ft1—小轮工作切向力,可小于等于Ftmax,一般取Ft1=Ftmax;
KA—使用系数;
KV—动载系数;
KHβ—齿向载荷分布系数;
d1—小轮大端分度圆直径;
ZX—尺寸系数;
ZR—表面状况系数;
I—几何系数。
b) 轮齿齿根弯曲疲劳强度约束[2]
式中: σ'Flim———弯曲疲劳极限;
σF—齿根弯曲应力;
SFmin—最小安全系数。
式中: Ft—作用于大端分度圆上的切向力;
KA—使用系数;
Kv—动载系数;
KFβ—齿向载荷分布系数;
YX—尺寸系数;
J—几何系数。
c) 小齿轮齿数的上下限约束,即:
d) 中点螺旋角上下限约束,即:
e) 齿宽b的上下限约束,即:
f) 大端端面模数mt的上下限约束,即:
将各个约束条件中的参数转换成相应的设计变量,简化后的约束条件为:
2 优化设计方法与实例分析
2. 1 优化设计方法
从弧齿锥齿轮优化设计的数学模型来看,此问题属于一般的约束非线性最优化问题。在Matlab优化工具箱中,约束非线性最优化问题是利用函数FMINCON来实现的,调用格式为:
其中: FUN为需要优化的目标函数; X0为变量的初值“A,b,Aeq,Beq,LB,UB,NONLXON,OPTIONS”为优化的约束条件,其意义如下:
其中A、b、Aeq、Beq、LB、UB是相应维数的矩阵和向量,C、Ceq是非线性向量函数[3,4,5,6]。
2. 2 实例分析
以某型直升机的尾减速器的一对弧齿锥齿轮进行双目标优化设计为例,已知传动比i = 2. 9,小弧齿锥齿轮传递的最大转矩T1= 2 700 N·m,大小弧齿锥齿轮的材料为18Cr2Ni4WA,接触疲劳极限应力 σ'Flim= 1 726 MPa,弯曲疲劳极限应力 σ'Hlim= 500 MPa。
经优化得出该弧齿锥齿轮系统的参数为X1= 14,X2=35,X3= 52. 82,X4= 7. 96。
优化后大小弧齿锥齿轮的参数如表1 所示[7,8,9]。
3 结语
利用Matlab优化工具箱对弧齿锥齿轮进行优化设计,有效地减小了弧齿锥齿轮传动系统的体积,提高了齿轮副的纵向重合度,从而使其质量减轻、成本降低、传动更加平稳、可靠性更高。为弧齿锥齿轮结构的优化提供了一种途径,具有一定的实际和指导意义。Matlab优化工具有丰富高效的优化算法库,运用它解决优化问题,可大大缩减程序量、提高优化效率与精度。此外,这种优化方法不仅可应用于弧齿锥齿轮的优化设计,而且可以广泛地应用于各种机械零件的优化设计。
参考文献
[1]戴化.某型直升机中尾减干运转技术研究[D].上海:上海交通大学,2008.
[2]许洪基,陶燕光,雷光.齿轮手册[M].北京:机械工业出版社,2000.
[3]田行斌,方宗德.弧齿锥齿轮加工参数的全局优化设计[J].航空动力学报,2000,(15):75-76.
[4]The Gleason Works.Calculating instructions format spiral bevel gears[M].Rochester,New York:Gleason Work,1971.
[5]郑昌启,黄昌华,吕传贵.螺旋锥齿轮加载接触分析计算原理[J].机械工程学报,1993,(4):50-54.
[6]章永锋.航空发动机设计手册[M].北京:航空工业出版社,2001.
[7]韩敏,高媛.基于Matlab优化工具箱的星齿行星传动的优化设计[J].机械设计与制造,2009,31(2):31-32.
[8]王沫然.MATLAB与科学计算[M].北京:电子工业出版社,2005.
锥齿轮传动设计说明书 篇3
关键词：少齿数齿轮 最少齿数 专用机床传动系统 设计
必要性
0 引言
机械产品的重要零件便是齿轮。齿轮因为它自身显著的优点被广泛应用于各个领域。其中齿轮传动是其最重要的应用。
齿轮传动，作为机械传动中最重要的传动之一，是利用两齿轮的轮齿相互啮合来传递动力和运动的机械传动。齿数在2-10之间的渐开线圆柱齿轮是少齿数齿轮，少齿数齿轮传动是利用少齿数齿轮的齿轮传动。因为在少齿数齿轮传动中很大程度上减少了小齿轮的齿数，所以其单级传动比较大且拥有结构简单、传动效率高等等的诸多特点。现今，少齿数齿轮传动在例如电动自行车、摩托车以及减速器等诸多的机械中都发挥了它们不可替代的作用。
1 少齿数齿轮的简要介绍
作为齿轮传动技术的新进展的少齿数齿轮传动拥有体积小、单级传动比大且承载能力高等等的显著的特点，所以，其具有较高的研究意义以及应用价值。
齿数是2-8的渐开线圆柱齿轮便是少齿数齿轮，其传动为渐开线齿轮传动的重要构成还有延伸，优点也是十分明显的，它适用于中小功率、结构尺寸受限制、传动比大等等的场合，对于现代发展的需求是十分契合的。
首先，少齿数齿轮常采用斜齿的形式，换句话说，少齿数齿轮就是特殊的渐开线斜齿圆柱齿轮;因为少齿数齿轮的相关特点，所以通常情况之下将其设计为齿轮轴的形式，且在使用少齿数齿轮的时候，对其安全性的验证是极其重要的;在选择少齿数齿轮时，一个必须要进行考虑的技术指标是齿轮的耐磨性，因为少齿数齿轮无法用磨齿机磨削，所以，少齿数齿轮必须要做成硬齿面形式等等。
2 渐开线齿轮不发生根切的最少齿数
当前，在普通滚齿机上加工齿轮时可以加工到的最少齿数介绍如下：
2.1 标准直齿轮不发生根切的最少齿数
■
图1 用标准齿条型刀具切制标准齿轮
用标准齿条型刀具切制标准齿轮的情况见图1。只有充分熟知了产生根切的原因才可以避免根切。刀具的刀刃从啮合线上B1点开始切削齿轮轮廓，切至啮合线与刀具齿顶线的交点B2处，这个时候，被切齿轮渐开线齿廓已被全部切出。倘若被切齿轮的齿数不够多那么会使其极限啮合点N1″落在刀具齿顶线之下，这个时候刀具的齿顶就会把轮齿已切好的一部分齿根渐开线齿廓切去，跟切也就产生了。为了将根切的出现的情况加以避免，应该使极限点N1必须位于刀具齿顶线之上，即应让PN1sinα？叟ha*m，进而求得标准直齿轮不发生根切的最少齿数为：
Zmin=2ha*/sinα（式1）
当齿顶高系数ha*取1，压力角取20°时，计算得出Zmin=17;当轮齿有轻微根切时，增大了齿根圆角半径，从而增大了轮齿抗弯强度，因此在一些场合也常允许轮齿产生轻微根切，此时可取Zmin=14;另外，加工渐开线圆柱直齿轮时，可以不考虑齿轮变位调整对刀具的干涉，此时其最少齿数可取Zmin=4。
2.2 渐开线标准斜齿圆柱齿轮不发生根切的最少齿数
■
图2 斜齿轮的当量模型
设经过斜齿轮分度圆柱面上的一点c，作轮齿的法面，见图2，将斜齿轮的分度圆柱剖开，剖面则为一椭圆。现以椭圆上c点的曲率半径ρ为半径作一圆，作为一假想直齿轮的分度圆，以该斜齿轮的法面模数为模数，法面压力角为压力角，作一直齿轮，其齿形就是斜齿轮的法面近似齿形，称此直齿轮为斜齿轮的当量齿轮，而其齿数即为当量齿数（用Zv表示）。
由图可知，椭圆的长半轴a=d/（2cosβ），短半轴b=d/2，而ρ=a2/b=d/（2cosβ），所以：
Zv=2ρ/mn=d/（mncos2β）=zmt（mncos2β）
=z/cos3β（式2）
由式2可得出渐开线标准斜齿圆柱齿轮不发生根切的最少齿数为：
Zmin=Zvmincos3β（式3）
Zvmin为当量直齿标准齿轮不发生根切的最少齿数;β 为螺旋角，一般取8°～20°;mn为法面模数，按国家标准取标准值;mt为端面模数，mt=mn/cosβ。
可见，斜齿轮的最少齿数可以比直齿轮的少，而且采用斜齿轮传动时轴承的跨距较小，轴的刚度也较大。采用渐开线圆柱斜齿传动时，小齿轮的齿数可以选择2-10。
2.3 变位齿轮的最少齿数
当下，对少齿数渐开线圆柱齿轮传动来讲，最大问题便是滚切少齿数齿轮而出现的根切。为了避免根切经常选用较大的变位系数，然而较大的变位系数在解决根切问题的同时势必又会引起齿顶厚变薄（Sa？燮（0.25～0.4）mm）还有变尖（Sa？燮0）以及干涉等问题。另外，在一定的情况下甚至还会出现节点外啮合现象。对于齿轮齿顶齿厚变薄及变尖问题，可以通过削顶的方法来保证少齿数齿轮必要的齿顶厚，但这样同时又会使实际的齿顶高降低，从而使得实际啮合线缩短、端面重合度减小。然而当齿轮端面重合度很小时，会出现齿轮节点偏离实际啮合线中点，甚至处在实际啮合线外，造成相对滑动系数很大、磨损严重等问题。此时，可以通过采用较大的螺旋角和较大的齿宽系数来增大轴向重合度。
在实际生产中，虽然用范成法滚切加工标准直齿轮时不发生根切的最少齿数是Zmin=17，但是可以通过正变位等方法加工齿轮，使得齿轮的齿数变得更少。
当需要加工制造齿数少于17，而又不产生根切现象的齿轮时，由式1可知，可采用减小齿顶高系数ha*及加大压力角α的方法来实现。然而减小ha*将使重合度减小，而增大α要采用非标准刀具。除了这两种方法外，解决上述问题的最好方法是在加工齿轮时，将齿条刀具由标准位置相对齿坯中心向外移出一段距离，即采用所谓的变位修正法进行加工。当加工少齿数齿轮时，可采用将刀具由齿轮轮坯中心移远的正变位加工法，但是齿轮齿数也是有限制的：当齿轮齿数取8时，齿轮齿顶开始变尖;当齿轮齿数取7时，计算出的齿顶圆齿厚变为负值。对于少齿数齿轮，少齿数齿轮传动机构中齿轮的变位是用改变刀具对齿坯的径向相对位置来实现的，通过选择合理的变位系数，可以消除根切，提高少齿数齿轮齿根抗弯曲疲劳强度和齿面耐磨性能，使大小齿轮接近等强度。另外，为了提高齿轮表面接触强度，渐开线少齿数齿轮通常采用正向变位。
3 设计一种少齿数齿轮专用机床传动系统必要性
在机械传动中有了非常大比重的便是齿轮传动。但是，当有空间的限制的时候，为了达到小型化这一目的，一种趋势便出现了，那就是，采用少齿数齿轮。但是因为少齿数齿轮具有齿数少、齿轮轴细这些特点，使得少齿数齿轮的加工更加困难;国外的加工少齿数齿轮的机床售价高且技术封锁，这些都制约着少齿数齿轮的应用还有推广。
于是我们可以得出，少齿数齿轮应用的最大困难就是加工工艺，同时结合国内现状，目前还没有专门加工少齿数齿轮的机床。我们可以得出，设计一种少齿数齿轮专用机床传动系统是非常必要的并且研究意义重大。
4 结束语
少齿数齿轮传动在当下被广泛应用的重要原因就是其单级传动比大、传动效率高等等的优点。通过分析当下在普通滚齿机上加工齿轮时可加工到的最少齿数的情况以及设计少齿数齿轮专用机床传动系统的必要性可以让我们对少齿数齿轮传动有更深一步的了解，从而在进行具体设计时有更精准的把握。
参考文献：
[1]日本机械学会.齿轮强度设计资料[M].北京：机械工业出版社，1984.
[2]孙恒，陈作模，葛文杰.机械原理（第七版）[M].北京：高等教育出版社，2006.
[3]濮良贵，纪明刚.机械设计（第八版）[M].北京：高等教育出版社，2006.
[4]张根保，王国强，何文辉，曾海峰.基于任务的数控机床可靠性分配技术研究[J].中国机械工程，2010（19）.
锥齿轮传动设计说明书 篇4
单级直齿圆柱齿轮减速器设计
设计题目 单级直齿圆柱齿轮减速器设计
学 院
___________________________ 专业班级 ___________________________ 设 计 人 ___________________________ 学 号
___________________________ 指导教师
_________________________ 完成日期
_________________________
目 录
一、前言…………….…………………………………………2
二、设计任务…………….……………………………………2
三、计算过程及计算说明…………………………………….3
（一）电动机选择…………………………………………….3
（二）计算总传动比及分配各级的传动比………………….4(三)运动参数及动力参数计算…………………………….4(四）传动零件的设计计算…………………………………...5
（五）轴的设计计算及轴承的选择计算……………………...9(六)键联接的选择及校核计算…………………………………….13
四、减速器的润滑与密封……………………………………………..14 五 减速器箱体及其附件………………………………………………..15
六、设计小结……………………………………………………17
七、参考资料……………………………………………………19
一、前言（一)设计目的：
通过本课程设计将学过的基础理论知识进行综合应用，培养结构设计，计算能力，熟悉一般的机械装置设计过程。(二)传动方案的分析：
机器一般是由原动机、传动装置和工作装置组成。传动装置是用来传递原动机的运动和动力、变换其运动形式以满足工作装置的需要，是机器的重要组成部分。传动装置是否合理将直接影响机器的工作性能、重量和成本。合理的传动方案除满足工作装置的功能外，还要求结构简单、制造方便、成本低廉、传动效率高和使用维护方便。-
本设计中原动机为电动机，工作机为皮带输送机。传动方案采用了一级传动，传动为单级直齿圆柱齿轮减速器。齿轮传动的传动效率高，适用的功率和速度范围广，使用寿命较长，是现代机器中应用最为广泛的机构之一。本设计采用的是单级直齿轮传动。
二、设计任务
设计一台用带式运输的直齿圆柱齿轮减速器运输机运送沙子单向连续运转载荷，有轻微冲击，环境有轻度粉尘，使用期限八年，两班制工作（每班8小时，每年按300天计算）。
原始数据：运输带工作拉力F=1800N；带速V=1m/s；滚筒直径D=200mm，带速允许误差＜5%。具体要求：
1、电动机类型确定
2、单机减速器的齿轮、轴、轴承、箱体等的设计及强度计算
3、A1装配图一张
4、编写一份设计说明书
三、计算过程及计算说明
（一）电动机选择
1、电动机类型的选择： Y系列三相异步电动机
2、电动机功率选择（1）传动装置的总功率：
η总=0.96×0.99×0.99×0.97×0.99×0.96=0.86(2)电机所需的工作功率： P工作=FV/1000η总 =1800×1/1000×0.86 =2.09KW
3、确定电动机转速： 计算滚筒工作转速： n筒=60×1000V/πD =60×1000×1/π×200 =95.49r/min 按手册推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围I‘1=3～6。取V带传动比I’2=2～4，则总传动比理时范围为I‘a=6～24。故电动机转速的可选范围为n’d=I‘a×n筒=573～2291r/min 符合这一范围的同步转速有750、1000、和1500r/min等。
根据容量和转速，由有关手册查出有三种适用的电动机型号，综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，可见第2方案比较适合，则选n=1000r/min。
4、确定电动机型号
根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y112M-6。其主要性能：额定功率：2.2KW，满载转速940r/min，质量45kg
（二）计算总传动比及分配各级的传动比 总传动比：i总=n电动/n筒=940/95.49=10 i2=i/2.5=4(三)、运动参数及动力参数计算
1、计算各轴转速（r/min）V带高速轴 nI=n电机=940r/min 减速器高速轴nII=nI/iV带=940/2.5=376(r/min)减速器低速轴nIII=nII/ i减速器=376/4=94(r/min)
2、计算各轴的输入功率（KW）V带低速轴 PI=P工作=2.2KW 减速器高速轴 PII=PI×η带=2.2×0.96=2.11KW 减速器低速轴 PIII=PII×η轴承×η齿轮= 2.03KW
3、计算各轴扭矩（N•m）电动机输出轴 TI=9550×PI/nI =9550×202/940=22.35N•m 减速器高速轴 TII=9550×PII/nII =9550×2.11/376=53.59N•m 减速器低速轴 TIII=9550×PIII/nIII =9550×2.03/94=206.23N•m(四）传动零件的设计计算
1、齿轮传动的设计计算
（1）选择齿轮材料及精度等级
考虑减速器传递功率不大，所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用40Cr调质，齿面硬度为240~260HBS，取260HBS。大齿轮选用45钢，调质，齿面硬度220HBS；根据课本P74表6-5选8级精度。齿面精糙度Ra≤1.6~3.2μm(2)按齿面接触疲劳强度设计
由d1≥76.43(kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3 确定有关参数如下：传动比i齿=4 取小齿轮齿数Z1=24。则大齿轮齿数： Z2=iZ1=4×24=96 齿数比：u=i0=4 由课本取φd=0.75(3)转矩T1 T1=22350N•mm(4)载荷系数k 由课本取k=1.2(5)许用接触应力[σH] [σH]= σHlimZNT/SH由课本查得： σHlimZ1=710Mpa σHlimZ2=620Mpa 由课本P133式6-52计算应力循环次数NL NL1=60n1rth=60×458.2×1×(16×365×8)=1.28×109 NL2=NL1/i=1.28×109/6=2.14×108 由课本P135图6-34查得接触疲劳的寿命系数： ZNT1=0.92 ZNT2=0.98 通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要求选取安全系数SH=1.0 [σH]1=σHlim1ZNT1/SH=710×0.92/1.0Mpa =653.2Mpa [σH]2=σHlim2ZNT2/SH=620×0.98/1.0Mpa =607.6Mpa 故得：
d1≥76.43(kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3 =76.43[1.2×22350×(6+1)/0.75×4×607]1/3mm =46.21mm 模数：m=d1/Z1=46.21/24=1.93mm 根据课本取标准模数：m=2mm(6)校核齿根弯曲疲劳强度 根据课本 式
σF=(2kT1/bm2Z1)YFaYSa≤[σH] 确定有关参数和系数
分度圆直径：d1=mZ1=2×24mm=48mm d2=mZ2=2×96mm=192mm 齿宽：b=φdd1=0.75×48mm=36mm 取b=40mm b1=45mm(7)齿形系数YFa和应力修正系数YSa 根据齿数Z1=20,Z2=120由表6-9相得 YFa1=2.80 YSa1=1.55 YFa2=2.14 YSa2=1.83(8)许用弯曲应力[σF] 根据课本 式：
[σF]= σFlim YSTYNT/SF 由课本图 查得：
σFlim1=290Mpa σFlim2 =210Mpa 由图6-36查得：YNT1=0.88 YNT2=0.9 试验齿轮的应力修正系数YST=2 按一般可靠度选取安全系数SF=1.25 计算两轮的许用弯曲应力
[σF]1=σFlim1 YSTYNT1/SF=290×2×0.88/1.25Mpa =408.32Mpa [σF]2=σFlim2 YSTYNT2/SF =210×2×0.9/1.25Mpa =302.4Mpa 将求得的各参数代入式（6-49）σF1=(2kT1/bm2Z1)YFa1YSa1 =(2×1×50021.8/45×2.52×20)×2.80×1.55Mpa =77.2Mpa< [σF]1 σF2=(2kT1/bm2Z2)YFa1YSa1 =(2×1×50021.8/45×2.52×120)×2.14×1.83Mpa =11.6Mpa< [σF]2 故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够(9)计算齿轮传动的中心矩a a=m/2(Z1+Z2)=2/2(24+96)=100mm(10)计算齿轮的圆周速度V V=πd1n1/60×1000=3.14×48×940/60×1000 =2.36 m/s
（五）轴的设计计算及轴承的选择计算 输入轴的设计计算
1、按扭矩初算轴径
选用40Cr调质，硬度217~255HBS 根据课本，取c=110 d≥110(2.11/382.1)1/3mm=19.44mm 考虑有键槽，将直径增大5%，则 d=19.7×(1+5%)mm=20.69 ∴选d=25mm
2、轴的结构设计
（1）轴上零件的定位，固定和装配
单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和大筒定位，则采用过渡配合固定（2）确定轴各段直径和长度
工段：d1=25mm 长度取L1=50mm ∵h=2c c=1.5mm II段:d2=d1+2h=25+2×2×1.5=31mm ∴d2=31mm 初选用6207型深沟球轴承，其内径为35mm, 宽度为16mm.考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。取套筒长为20mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，为此，取该段长为55mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故II段长： L2=（2+20+16+55）=93mm III段直径d3=35mm L3=L1-L=50-2=48mm Ⅳ段直径d4=45mm 由手册得：c=1.5 h=2c=2×1.5=3mm d4=d3+2h=35+2×3=41mm 长度与右面的套筒相同，即L4=20mm 但此段左面的滚动轴承的定位轴肩考虑，应便于轴承的拆卸，应按标准查取由手册得安装尺寸h=3.该段直径应取：（30+3×2）=36mm 因此将Ⅳ段设计成阶梯形，左段直径为36mm Ⅴ段直径d5=30mm.长度L5=19mm 由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=100mm(3)按弯矩复合强度计算
①求分度圆直径：已知d1=48mm ②求转矩：已知T2=52780N•mm ③求圆周力：Ft 根据课本 式得
Ft=2T2/d2=52780/48=1099.583N ④求径向力Fr 根据课本P127（6-35）式得
Fr=Ft•tanα=1099.58×tan200=400.21N ⑤因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=50mm(7)校核危险截面C的强度 由式（6-3）
σe=Mec/0.1d33=99.6/0.1×353 =14.5MPa< [σ-1]b=60MPa ∴该轴强度足够。输出轴的设计计算
1、按扭矩初算轴径
选用45#调质钢，硬度（217~255HBS）根据课本 取c=115 d≥c(P3/n3)1/3=33.41mm 取d=35mm
2、轴的结构设计
（1）轴的零件定位，固定和装配
单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面用轴肩定位，右面用套筒轴向定位，周向定位采用键和过渡配合，两轴承分别以轴承肩和套筒定位，周向定位则用过渡配合或过盈配合，轴呈阶状，左轴承从左面装入，齿轮套筒，右轴承和皮带轮依次从右面装入。（2）确定轴的各段直径和长度
初选6209型深沟球轴承，其内径为45mm，宽度为19mm。考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，则取套筒长为20mm，则该段长41mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。(3)按弯扭复合强度计算
①求分度圆直径：已知d2=192mm ②求转矩：已知T3=20300N•mm ③求圆周力Ft：根据课本P127（6-34）式得 Ft=2T3/d2=2×271×103/300=1806.7N ④求径向力Fr根据课本P127（6-35）式得 Fr=Ft•tanα=1806.7×0.36379=657.2N ⑤∵两轴承对称 ∴LA=LB=49mm(六)键联接的选择及校核计算 轴径d1=25mm,L1=50mm 查手册得，选用C型平键，得：
键A 8×7 GB1096-79 l=L1-b=50-8=42mm h=7mm 根据课本得
σp=4T2/dhl=4×48000/22×7×42 =29.68Mpa<[σR]（2、输入轴与齿轮联接采用平键联接
轴径d3=35mm L3=48mm T=271N•m 查手册P51 选A型平键 键10×8 GB1096-79 l=L3-b=48-10=38mm h=8mm σp=4T/dhl=4×271000/35×8×38 =101.87Mpa<[σp](110Mpa)
3、输出轴与齿轮2联接用平键联接 轴径d2=50mm L2=50mm T=61.5Nm 查手册P51 选用A型平键 键16×10 GB1096-79 l=L2-b=50-16=34mm h=10mm 据课本P243式（10-5）得
σp=4T/dhl=4×6100/51×10×34=60.3Mpa<[σp]
四、减速器的润滑与密封 齿轮传动的润滑
高速级齿轮圆周转速为2.0m/s 低速级齿轮圆周转速为0.69m/s 所以选择脂润滑的润滑方式，可用旋盖式、压注式油杯向轴承室加注润滑脂。润滑油牌号的确定及油量计算
减速器中传动件通常用浸油（油浴）润滑
选用牌号为L-AN32的全损耗系统用油，其主要用于一般机床齿轮减速箱、中小型机床导轨。油面高度为浸过高速级大齿轮一个全齿，油量计算： V=a×b×h=543×146×57=4.52×106mm3 轴承的润滑
选用牌号为ZGN69-2的滚动轴承脂，该润滑脂适用于各种机械设备的滚动轴承润滑，适用工作温度≤90°C 脂润滑结构简单、易于密封，但润滑效果不如油润滑，故常用于开式齿轮传动、开式蜗杆传动和低速滚动轴承的润滑。
滚动轴承采用脂润滑时，润滑脂的填充量不应超过轴承空间的1/3~1/2。减速器的密封 选用毡圈密封方式。
其密封效果是靠矩形毡圈安装于梯形槽中所产生的径向压力来实现的。其特点是结构简单、价廉，但磨损较快、寿命短。它主要用于轴承采用脂润滑，且密封处轴的表面圆周速度较小的场合，对粗、半粗及航空用毡圈其最大圆周速度分别为3m/s、5m/s、7m/s，工作温度t≤90°C
五、减速器箱体及其附件（1）窥视孔和视孔盖
窥视孔应设在箱盖顶部能看见齿轮啮合区的位置，大小以手能伸入箱体内检查操作为宜。
窥视孔处应设计凸台以便于加工。视孔盖可用螺钉紧固在凸台上，并考虑密封。（2）通气器
通气器设置在箱盖顶部或视孔盖上。较完善的通气器内部制成一定曲路，并设置金属网。
选择通气器类型的时候应考虑其对环境的适应性，其规格尺寸应与减速器大小相适应。（3）油面指示器
油面指示器应设置在便于观察且油面较稳定的部位，如低速轴附近。
常用的油面指示器有圆形油标、长形油标、管状油标，油标尺等形式。
油标尺的结构简单，在减速器中较常采用。油标尺上有表示最高及最低油面的刻线。装有隔离套的油尺可以减轻油搅动的影响。
油标尺安装位置不能太低，以避免油溢出油标尺座孔。（4）放油孔和螺塞
放油孔应设置在油池的最低处，平时用螺塞堵住。采用圆柱螺塞时，座箱上装螺塞处应设置凸台，并加封油垫片。放油孔不能高于油池底面，以避免排油不净。（5）起吊装置
吊环螺钉可按照起重量选择。为保证起吊安全，吊环螺钉应完全拧入螺孔。箱盖安装吊环螺钉处应设置凸台，以使吊环螺钉孔有足够深度。
箱盖吊耳、吊钩和箱座吊钩的结构尺寸在设计时可以进行适当修改。（6）定位销
常采用圆锥销作定位销。两定位销之间的距离越远越可靠，因此，通常将其设置在箱体联接凸缘的对角处，并应作非对称布置。定位销的长度应大于箱盖、箱座凸缘厚度之和。（7）起盖螺钉
起盖螺钉设置在箱盖联接凸缘上，其螺纹有效长度应大于箱盖凸缘厚度。起盖螺钉直径可与箱盖凸缘螺钉直径相同，螺钉端部制成圆柱形并光滑导角或制成半球形。
六、设计小结
一个星期的课程设计结束了。这一个星期以来，我是感慨良多，有痛苦也有快乐，发过火，流过汗，学到的东西也很多。大家常挂在嘴边的一句话：哥画的不是图，画的是寂寞。但经过了那么多天的奋战，当我们平生最大的一幅图在我们自己的设计中成型时，我们才发现：我们画的不是寂寞，而是成功的历程。成就感在我们的心中荡漾……
首先,我要感谢顶着炎热的天气在教室里指导我们的陈老师,是他在我们几乎绝望的时候给了我们鼓励,给了我们信心,也是他在我们遇到困难的时候出现在我们的身边。
通过一个星期的学习与实践，我知道了在设计的过程中必须严肃认真，刻苦专研，一丝不苟，精益求精，才能在设计思想，方法和技能各方面获得较好的锻炼与提高。必须发挥设计的主动性，主动思考问题分析问题和解决问题设计中要正确处理参考已有资料和创新的关系。熟悉和利用已有的资料，既可避免许多重复的工作，加快设计进程，同时也是提高设计质量的重要保证。善于掌握和使用各种资料，如参考和分析已有的结构方案，合理选用已有的经验设计数据，也是设计工作能力的重要方面。机械设计应边计算，边绘图，边修改，设计计算与结构设计绘图交替进行，这与按计划完成设计任务并不矛盾，应从第一次设计开始就注意逐步掌握正确的设计方法。
安排课程设计的基本目的，在于通过理论与实际的结合、人与人的沟通，进一步提高思想觉悟。尤其是观察、分析和解决问题的实际工作能力，以便培养成为能够主动适应社会主义现代化建设需要的高素质的复合型人才。-
作为整个学习体系的有机组成部分，课程设计虽然安排在一周进行，但并不具有绝对独立的意义。它的一个重要功能，在于运用学习成果，检验学习成果。运用学习成果，把课堂上学到的系统化的理论知识，尝试性地应用于实际设计工作，并从理论的高度对设计工作的现代化提出一些有针对性的建议和设想。检验学习成果，看一看课堂学习与实际工作到底有多大距离，并通过综合分析，找出学习中存在的不足，以便为完善学习计划，改变学习内容与方法提供实践依据。
对我们非机械专业的本科生来说，实际能力的培养至关重要，而这种实际能力的培养单靠课堂教学是远远不够的，必须从课堂走向实践。这也是一次设计工作的预演和准备。通过课程设计，让我们找出自身状况与实际需要的差距，并在以后的学习期间及时补充相关知识，为求职与正式工作做好充分的知识、能力准备，从而缩短从校园走向社会的心理转型期。课程设计促进了我系人才培养计划的完善和课程设置的调整。课程设计达到了专业学习的预期目的。在一个星期的课程设计之后，我们普遍感到不仅实际动手能力有所提高，更重要的是通过对机械设计流程的了解，进一步激发了我们对专业知识的兴趣，并能够结合实际存在的问题在专业领域内进行更深入的学习。
课程设计需要刻苦耐劳，努力钻研的精神,有时可能需要连续几个小时、十几个小时不停的工作进行攻关, 虽然过程很辛苦，有时还会有放弃的念头，但始终坚持下来，完成了设计，而且学到了，应该是补回了许多以前没学好的知识，同时巩固了这些知识，提高了运用所学知识的能力。最后出成果的瞬间是喜悦、是轻松、是舒了口气！-
至于此次课程设计中的不足，我将在今后的学习的加以改进，不断的完善自己，认真学习自己的专业知识，希望在毕业的时候能成为一个合格的工科人才。
七、参考资料目录
齿轮传动的润滑 篇5
强度极限σB
/MPa 圆周速度v/(m/s) <0.50.5-11-2.52.5-55-12.512.5-25>25 运动粘度υ/(mm/s)(40℃) 塑料、铸铁、青铜 ---35008055 --- 钢450-10005003502201501008055 1000-125050050035022015010080 渗碳或表面淬火的钢1250-1580900500500350220150100
注：1）多级齿轮传动，采用各级传动圆周速度的平均值来选取润滑油粘度；
2）对于σB>800MPa的镍铬钢制齿轮（不渗碳）的润滑油粘度应取高一档的数值。
锥齿轮传动设计说明书 篇6
设计过程及计算说明
传动方案
工作条件：双向运转，中等冲击，两班制工作，每天工作16个小时，使用年限3年，每年工作300天。16×300×3=14400小时
（2）原始数据：输入功率P入=7.5kw；输入转速n入=950 r/min；传动比i=4.04，允许偏差5%。
二、电动机选择
(1)电机所需的工作功率： Pd=7.5KW(2)确定电动机转速： n电动机转速950 r/min 根据容量和转速，其技术参数及传动比的比较情况见下表1：(4)确定电动机型号
综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量以及带传动和减速器的传动比, 因此选定电动机型号为Y160L-6，额定功率为Ped =11KW，满载转速n电动=970r/min。
三、计算总传动比
1、总传动比：i总=i传动=4.04
四、运动参数及动力参数计算
1、计算各轴转速（r/min）n电动= 970 r/min nI=950 r/min
nII=nI/ i齿轮=950/4.04=235.15r/min
2、计算各轴的功率（KW）PI=7.5kw PII=PI×η2轴承×η2齿轮=7.5×0.992×0.972=6.916kw
3、计算各轴扭矩（N·mm）
Td = 9550×Pd / n电动=9550×7.5×1000/950=75394.737 N·mm TI=9550×PI/nI=9550×7.5×1000/950=75394.737 N·mm TII=9550×PII/nII=9550×6.916×1000/235.15=280875.19 N·mm 五．传动零件的设计计算----斜齿圆柱齿轮传动设计计算
由工程实际可知，在闭式齿轮传动中，对于软尺面齿轮，按接触疲劳强度进行设计，弯曲疲劳强度校核。
（1）选择齿轮材料及精度等级和齿数
考虑减速器传递功率不大，所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用40MnB调质，齿面硬度为260HBS（表16-4）。大齿轮选用45钢调质，齿面硬度为220HBS（表16-4）由GB/T 3480-1997提供的线图可查得：σHlim1=700Mpa σHlim2=560Mpa σFlim1=240Mpa
σFlim2=190Mpa 同时根据表16-7可以查得：SF=1.3 SH=1.1 [σHP1]=σHlim1 /SH=636Mpa
[σHP2]=σHlim2 /SH=509Mpa [σFP1]=σFlim1 /SF =185Mpa [σFP2]=σFlim2/SF =146Mpa(2)按齿面接触疲劳强度设计
由表16-5，取载荷系数K=1.3（电动机，中等冲击）齿宽系数Φd=0.8（对称布置，软尺面）nI=950 r/min TI=75394.737 N·mm µ=i传动=4.04 d1 mm
ZE——材料弹性系数； ZE=188.0 ZH——节点区域系数，标准齿轮ZH=2.5 Zß——螺旋角系数，Zß= 初选螺旋角ß=14〫 d154.51mm 5.1.2.1 确定中心距a: a=0.5×54.51×(1+4.04)=137.37mm 应该尽量圆整成尾数0或5，以利于制造和测量，所以初定a=140mm。一般z1=17~30 初选z1=25，则z2=i传动×z1=4.04×25=101 代入mn===2.156mm 由标准取: mn=2mm，则 z1+ z2=135.84 取136 则：z1==26.98 取 27 z2=136-27=109 则：i=4.037 与i传动=4.04比较起来，误差为0.91%，小于5%，所以可用。ß==13.729〫，满足要求。
5.1.2.2 小齿轮：d1=2×27/=55.59mm
大齿轮：d2=2×109/=224.41mm 5.1.2.3 齿轮宽度 按强度要求，取齿宽系数为Φd=0.8 则齿轮工作宽度为：b=Φd d1=0.8×55.59=44.472mm 取 50mm（3）按齿轮弯曲强度校核 σFlim1===155.26Mpa[σFP1]=185Mpa 通过本计算证明设计在安全范围内 六．轴的设计计算（1）输入轴
6.1.1.1按扭矩强度的设计计算
选用40MnB调质，硬度为241~286HBS（与先前设计的小齿轮对应）根据公式21-2：d=C mm PI= 7.5kw nI=950 r/min
根据表21-2：C=107~98 取C=102 则：
d1102=20.31mm考虑有键槽，将直径增大5%，则d1=21.325mm 取d1=25mm 长度L1=50mm 6.1.1.2输入轴结构设计
当直径变化处的端面是为了固定轴上零件或承受轴向力时，则直径变化值要大些，一般可以取（6~8mm）。则：d2=33mm d3=40mm d4=47mm d5=42mm d6=40mm 3段安装轴承，初选用7208AC型深沟球轴承，其内径为40mm，宽度B=17mm，外径D=72mm L3=B+Δ3+（2~3）=31mm 考虑到齿轮端面与箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应该有一定距离。去套筒长为Δ3+（2~3）=13mm，通过密封盖轴承段长应根据密封盖的宽度，并考虑带轮和箱体外壁应该有一定距离而定，因此取该段长度L2=70mm L4=13mm
5段长度应该略小于齿轮宽度，齿轮宽度取50mm L5=48mm L6=31mm 6.1.1.3按弯矩复合强度计算
小齿轮分度圆直径：d1=55.59mm 大齿轮分度圆直径：d2=224.41mm 求转矩：TI=75394.737 N·mm TII=280875.19 N·mm 求圆周力：Ft1=2T1/d1=2712.53N Ft 2=2T2/d2=2503.23N 求径向力Fr：Fr1= Ft1·tanα=2712.53×tan200=987.28N 因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=118mm 水平面支撑反力：FAH=FBH= Ft1/2=2712.53/2=1356.27N C点弯矩：MCH= FAH×LA/2=1356.27×118/2=80019.93 N·mm 垂直面支撑反力：FAV=FBV= Fr1/2=493.64N C点弯矩：MCV= FAV×LA/2=493.64×118/2=29124.76 N·mm 合成弯矩：MC==85155.39 N·mm 扭矩：TI=75394.737 N·mm 由图可见a-a截面处最危险，其当量弯矩为：Me= 认为轴的扭切应力是脉动循环变应力，取折合系数，代入上式可得： Me==96425.16 N·mm 计算危险截面处轴的直径：输入轴选用40MnB调质，硬度为241~286HBS [B]=980MPa [σ-1b]=100MPa d==21.28mm 考虑到键槽对轴的削弱，将d值加大4%可得：d=1.0421.28=22.13mm 小于初定直径33mm，通过本计算证明设计在安全范围内
（2）输出轴
6.1.2.1 按扭矩强度的设计计算
选用45钢调质，硬度为217~255HBS（与先前设计的大齿轮对应）根据公式21-2：d=C mm PII=6.916kw nII =235.15r/min 根据表21-2：C=118~107 取C=112 则： d1112=34.57mm 6.1.2.2输入轴轴结构设计
轴上零件的定位，固定和装配
单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，靠平键和过盈配合实现周向固定。两轴承分别以轴肩和大筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定，轴通过两端轴承实现轴向定位。大带轮轮毂靠轴肩、平键和螺栓分别实现轴向定位和周向固定。1段d1取35mm L1=43mm 2段安装密封件d2=43mm L2=61mm 3段安装轴承，初选用7209AC型深沟球轴承，其内径为45mm，宽度B=19mm,外径D=80mm，d3=45mm，L3=46mm 4段安装齿轮：d4=47mm，L4=48mm 5段为轴环：d5=59mm，L5=13mm 6段装轴承d6=40，L6=31mm 6.1.2.3按弯矩复合强度计算 大齿轮分度圆直径：d2=224.41mm 求转矩： TII=280875.19 N·mm 求圆周力：Ft2=2T2/d2=2503.23N 求径向力Fr：Fr2= Ft2·tanα=2503.23×tan200=911.10N 因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=122mm 水平面支撑反力：FAH=FBH= Ft2/2=2503.23/2=1251.62N C点弯矩：MCH= FAH×LA/2=1251.62×122/2=76348.82 N·mm 垂直面支撑反力：FAV=FBV= Fr2/2=455.55N C点弯矩：MCV= FAV×LA/2=455.55×122/2=27788.55 N·mm 合成弯矩：MC==81248.67 N·mm 扭矩：TII=280875.19 N·mm 由图可见a-a截面处最危险，其当量弯矩为：Me= 认为轴的扭切应力是脉动循环变应力，取折合系数，代入上式可得： Me==1878088.376 N·mm 计算危险截面处轴的直径：输出轴选用45钢调质，硬度为217~255HBS [B]=650MPa [σ-1b]=60MPa d==31.47mm 考虑到键槽对轴的削弱，将d值加大4%可得：d=1.0431.47=32.73mm 小于初定直径35mm，通过本计算证明设计在安全范围内
七．轴承的校核
由机械手册查得：轴承7208AC的Cr=35.2kN C0r=24.5kN轴承6209的Cr=36.8kN 根据已知的工作寿命可知预计寿命为：Lh=16×300×3=14400小时 输入轴承受力：Fa1=0 Fr1==1443.31N 故P= Fr1=1443.31N C1==11261.36NCr=35200N，通过本计算证明设计在安全范围内 温度系数ft=1 载荷性质（中等冲击）fp=1.2 nI=950 r/min 输出轴承受力：Fa2=0 Fr2==2544.34N 故P= Fr2=2544.34N
C0r=27.2kN C2==12774.91NCr=36800N，通过本计算证明设计在安全范围内 温度系数ft=1 载荷性质（中等冲击）fp=1.2 nII=235.15r/min 八．键连接的选择和计算
锥齿轮传动设计说明书 篇7
现有齿轮传动系统的设计主要是依据传统设计理论从转速、载荷、传动比等方面出发的, 目的在于使该系统在理想运行状况下具有更高的传动效率。但对于系统的齿轮齿数和轴承的参数 (如图1) 没有做出合理规定, 以致所设计的传动系统中, 齿轮、轴及轴承出现故障多发的现象。特别是当齿轮啮合存在额外的径向力时, 将使齿轮传动系统因为故障频发而大幅度缩短寿命, 甚至危及安全。
在对机械故障诊断技术的多年研究中, 从故障机理诊断科学出发, 研究了齿轮传动系统故障的形式和故障信息的特征, 其初衷是提出该系统故障诊断的早期预警方法。研究得到的有关该系统若干机械设计参数与故障模式之间的结构关系, 不仅为故障诊断提供了信息的关注点和诊断方法论的理论基础, 而且通过逆向推理, 得到了防止上述齿轮传动系统故障多发的轴承、齿轮匹配优化维修与设计方法。
二、减少故障的轴承齿轮匹配方法
所提出的这种齿轮传动设计理念, 是从设计的源头上对构成系统的齿轮、轴以及与之匹配的轴承之间、传动齿轮相互间的匹配原则进行设计理念上的探究, 从而使齿轮传动系统的运转故障率因匹配优化而降至更低。
降低齿轮传动系统故障率的轴承齿轮匹配设计方法所涉及的大小齿轮和轴承参数见表1。防止该传动系统的齿轮、轴承滚子和轴承内、外环发生对冲疲劳集中, 及防止齿轮载荷疲劳集中引发轴系疲劳而产生裂纹的维修 (轴承换型) 、设计 (轴承选型) 方法, 应当遵循下列参考准则, 所涉及参数见表2。
1. 防止大齿轮和轴承引发齿轮、滚子及外环对冲集中疲劳
大齿轮轴承外环承载点 (区) 每转过DWG个滚子时, 齿轮转过的齿数DWC与其正整数之差为K=0.1～0.9, 建议值为K=0.3～0.7, 其中, DWG与DWC的关系式为
式中:DWG≤DZ, DWC≤DC, CINT代表四舍五入函数。
如果符合0.1>K>0的不允许范围, 则大齿轮轴承固定外环集中疲劳多发, 疲劳的几率DWJ=1/DWG。
2. 防止大齿轮和轴承引发齿轮、滚子及内环对冲集中疲劳
大齿轮轴承内环承载点每转过DNG个滚子时, 齿轮转过的齿数DNC与其正整数之差为K=0.1～0.9, 建议值为K=0.3～0.7;其中, DNG与DNC的关系式为
式中:DNG≤DZ, DNC≤DC。
如果符合0.1>K>0的不允许范围, 则大齿轮轴承固定内环集中疲劳多发, 疲劳的几率DNJ=1/DNG。
3. 防止大齿轮集中疲劳须符合以下结构关系
公式 (3) 中INT表示取整 (下同) , 即大齿轮的齿数DC与上述DWC或DNC之比不等于2～DC的整数。
如果DCD为整数, 则大齿轮集中疲劳数为DCD, 各疲劳点之间的均匀间距为DWC个齿或DNC个齿;大齿轮疲劳集中率为DCJ=2/DCD, 其最大值为1。
4. 防止小齿轮和轴承引发齿轮、滚子及外环对冲集中疲劳
小齿轮轴承外环承载点每转过XWG个滚子时, 齿轮转过的齿数XWC与其正整数之差为K=0.1～0.9, 建议值为K=0.3～0.7, 其中XWG与XWC的关系式为
式中:DWG≤DZ, DWC≤DC。
如果符合0.1>K>0的不允许范围, 则小齿轮轴承固定外环集中疲劳多发, 疲劳的几率XWJ=1/XWG。
5. 防止小齿轮和轴承引发齿轮、滚子及内环对冲集中疲劳
小齿轮轴承内环承载点每转过XNG个滚子时, 齿轮转过的齿数XNC与正整数之差为K=0.1～0.9, 建议值为K=0.3～0.7, 其中XNG与XNC的关系式为
式中:XNG≤XZ, XNC≤XC。
如果符合0.1>K>0的不允许范围, 则小齿轮轴承固定内环集中疲劳多发, 疲劳的几率XNJ=1/XNG。
6. 防止小齿轮集中疲劳须符合以下结构关系
即小齿轮的齿数XC与上述DWC或DNC之比不等于2～XC的整数。
如果XCX为整数, 则小齿轮集中疲劳数为XCX, 各疲劳点之间的均匀间距为DWC个齿或DNC个齿;小齿轮疲劳集中率为XCJ=2/XCX, 其最大值为1。
7. 防止大齿轮及其轴集中疲劳须符合以下结构关系
即大齿轮的齿数DC与上述XWC或XNC之比不等于2～DC的整数。
如果DCZ为整数, 则大齿轮集中疲劳数为DCZ, 各疲劳点之间的均匀间距为XWC个齿或XNC个齿;大齿轮轴疲劳集中率为DZJ=2/DCZ, 其最大值为1。即轴与该轴齿轮具有同等集中疲劳条件。
8. 防止小齿轮及其轴集中疲劳须符合以下结构关系
即小齿轮的齿数XC与上述XWC或XNC之比不等于2～XC的整数。
如果XCZ为整数, 则小齿轮集中疲劳数为XCZ, 各疲劳点之间的均匀间距为XWC个齿或XNC个齿;小齿轮轴疲劳集中率为XZJ=2/XCZ, 其最大值为1。即轴与该轴齿轮具有同等集中疲劳条件。
如果齿轮传动装置具有多对齿轮啮合副, 则每一对齿轮啮合副均须符合防止该齿轮传动系统的齿轮、轴承滚子和轴承内、外环发生对冲疲劳集中及防止齿轮载荷疲劳集中引发轴疲劳集中而裂纹的设计、制造方法应当遵循的结构关系。
与齿轮同轴的轴承之转动与不转动的内、外环在齿轮、滚子及环的疲劳集中有不同的受损程度。
(1) 同轴的齿轮和轴承内、外环的不转动环, 须严格执行防止该齿轮传动系统的齿轮、轴承滚子和轴承内、外环发生对冲疲劳集中及防止齿轮载荷疲劳集中引发轴疲劳集中而裂纹的设计、制造方法应当遵循的结构关系。
(2) 同轴的齿轮和轴承内、外环的转动环, 则因转动环的承载区周而复始地改变, 分散、缓解了疲劳集中, 而可以放松执行防止该齿轮传动系统的齿轮、轴承滚子和轴承内、外环发生对冲疲劳集中及防止齿轮载荷疲劳集中引发轴疲劳集中而裂纹的设计、制造方法应当遵循的结构关系。
(3) 由于齿轮总是在啮合区相互作用, 无论何轴的齿轮、滚子及环的疲劳集中均作用于双方而不可缓解, 故每一对啮合副的齿轮均须执行防止该齿轮传动系统的齿轮、轴承滚子和轴承内、外环发生对冲疲劳集中及防止齿轮载荷疲劳集中引发轴疲劳集中而裂纹的设计、制造方法应当遵循的结构关系。
三、基于齿轮、轴承的匹配维修和设计方法的分析
一对齿轮啮合副, 相关参数见表1。防止该齿轮传动系统的齿轮、轴承滚子和轴承内、外环发生对冲疲劳集中以及防止齿轮载荷集中引发轴疲劳集中而产生裂纹, 对所设计的齿轮传动系统进行分析计算, 满足所选的齿轮、轴承参数不违反本方法的要求。通常的过程是按照传动要求设计选定传动部件的轴承、齿轮之后, 按照减少齿轮传动系统故障率的轴承、齿轮匹配设计方法进行计算, 如果找到不符合本设计方法的因素, 就调整设计参数, 直至既符合常规设计要求, 又符合本设计方法;如果对现有故障多发的传动系统进行维修, 则可以把传动系统的齿轮、轴承参数带入本方法的公式进行计算, 如果发现某轴承违反本设计方法的要求, 则可以更换为一种既符合原轴承安装条件和载荷条件, 又符合本设计要求的轴承。
下面分析仅符合常规设计要求而没有考虑本设计方法的现有某国产车传动装置的实例。该车的传动参数见表3。
1. 防止大齿轮和轴承引发齿轮/滚子及外环对冲集中疲劳
外环集中疲劳因素K的建议值为0.3～0.7。如果符合0.1>K>0范围, 则大齿轮轴承固定外环集中疲劳多发。根据公式 (1) 及表3参数计算如下。
若DWG=1, 则DWC≈3, K=0.009 26, 符合0.1>K>0的不允许范围。因此, 大齿轮轴承的固定外环的疲劳集中率为DWJ=1/DWG=1/1=100%, 选型不当。图2是诊断报告。
因为小齿轮齿数XC=24, 对应DWG=1时的DWC≈3, 则有XCX=XC/DWC=24/3=8=INT (2～XC) , 存在小齿轮8点集中疲劳, 见图3。
2. 防止大齿轮和轴承引发齿轮、滚子及内环对冲集中疲劳
内环集中疲劳因素K的建议值为0.3～0.7。如果符合0.1>K>0不允许范围, 则大齿轮轴承固定内环集中疲劳多发。根据公式 (2) 及表3参数计算如下。
考察大齿轮4#轴承内环
若DNG=3, 则DNC=8.075≈8, K=0.075。
因此该轴承内环集中疲劳的几率DWJ=1/DNG=33%, 内环故障较多。
DCD=DC/DNC=68/8=8.5, 将会发生大齿轮转2周产生17点均布集中疲劳, 见图3。
XCX=XCZ=XC/DNC=24/8=3, 将会发生小齿轮及其轴的3点集中疲劳, 如图4b。
小齿轮每隔3个齿有一个集中疲劳点, 分度为45°。在多次维修重新组合后, 大小齿轮的啮合相位被随意改变, 例如错开1或2个齿, 则原有的和新增的疲劳组数为8组不变, 但每组3个齿中的疲劳点将增加到2个甚至3个。图4a是发生定点疲劳后发展到断齿的小齿轮。
本文略去了小齿轮轴承及其对大小齿轮集中疲劳影响的计算。小齿轮共有3个8点集中疲劳因素。这是导致它裂纹故障多发的原因。
四、结束语
基于本文提出的方法, 分析了若干现有装备的齿轮传动系统。发现原有设计凡是局部偶然符合本方法的, 即使频繁出现超载, 相应的齿轮、轴承的故障率相对较少;而只要全部或者局部不符合本设计方法的, 则对应环节的故障率就很高, 特别是在使用载荷经常达到甚至超过设计规范时就更加严重。
摘要：提出一种齿轮传动系统的维修、设计方法, 通过轴承齿轮合理匹配, 降低其运行故障率, 提高传动系统的安全性和使用寿命。
煤矿机械传动齿轮失效形式浅析 篇8
【关键词】齿轮失效；形式；原因；改进措施
随着社会的不断发展，资源的开发面临着更为严峻的形势，对煤矿机械设备的功能要求不断增加，其所承担的动力也不断加强，因此机械设备内部传输动力的齿轮有着更为严格的要求，降低机械传动轮齿失效的概率是需要研究的主要课题之一。
一、齿轮失效的形式及其原因
齿轮失效主要分为五种形式，主要是传动过程中与其他材料相接处挤压和外界环境的影响，为了延长齿轮的使用寿命，我们首先根据齿轮不同的失效形式进行浅要分析。
1.齿轮折断
齿轮在使用过程中常常会出现齿轮折断的现象，齿轮折断直接导致齿轮失效的结果。这种现象经常在轮齿根部折断，这是因为其承担了自身难以承担的动力或重物；也有可能因为过度的使用导致齿轮疲劳过度，从而造成轮齿的折断。
2.齿面点蚀
齿面点蚀是导致齿轮失效的常见形式之一。齿面点蚀是因为齿轮长期过度的运转，有没有做到很好的护养和定前检查，就会在轮齿表面出现一些细小的裂纹，这些裂纹严重影响齿轮的承受能力和使用寿命；再加上齿轮运转过程中高压油等因素的挤压，轮齿上的细小裂纹会不断扩大，甚至会造成微小颗粒的脱落，最终导致齿轮不能正常运转，影响设备的正常运转。齿面点蚀的现象，跟齿轮的硬度和使用频率有很大的关联，较软材料制成的齿轮较之硬材料制成的齿轮更容易出现齿面点蚀现象。
3.齿面胶合
齿轮在传输动力或促使机械转动的过程中由于物体之间的相互运动产生的摩擦会产生很高的热量，尤其是在长期不停息的高速重载运转的情况下，高温很有可能将于齿轮接触的金属或其他材料与齿轮表面相融合，造成齿面胶合的现象。这种现象会造成齿轮外形的缺失或变形，从而降低甚至缺失其传递功能。
4.齿面磨损
齿面磨损主要分为两种情况，一种是齿轮在工作状态下，齿轮与接触零件之间的磨合造成的磨损；另一种是机械所处的环境造成，煤矿机械的工作环境本身就存在很多的固体颗粒，这些颗粒会造成齿轮的磨损，齿轮表面的的粗糙度也会影响齿面磨损的程度。
5.齿面塑性变形
齿轮的制作材料并不具备足够的强度，在重载高速的挤压下也会造成齿轮的变形。从动齿和主动齿之间动力的传递，彼此之间都存在力的作用，它们彼此相互挤压，接触的表面很容易造成凹凸不平的表面，这种变形程度足够影响齿轮的正常工作。
三、齿轮的改进
设计者在设计齿轮之时，根据该齿轮在不同场合的运用来确定齿轮所选用的各种材料，更加有利于齿轮在该环境下工作。针对齿轮失效的五种常见的失效现象有特定的应对措施，主要是根据齿轮的工作环境决定齿轮的材料组成和外形结构的设计。例如为了降低齿轮折断的可能性，则需要加强轮齿的抗弯曲强度；为了避免齿面点蚀，则需要提高齿面接触疲劳强度；对于在高速重载环境下工作的齿轮应该将齿面抗胶合能力作为重点设计对象。
1.设计原则
齿轮失效直接影响煤矿机械的正常运转，在煤矿机械中齿轮的大小有一定的规格，在不同的机械设备中一般都有一定的限制，因此设计之初，就是在齿轮大小基本保持不变的条件下加强抗接触疲劳能力、抗弯曲能力和硬度等性能，以提高齿轮的质量和使用寿命。对于煤矿机械所需承担的重量较大，根据强度、载荷、材料、外形、结构齿面粗糙度等多方面的因素，经过精密的计算和先进的技术促使齿轮达到煤矿工作的要求，从根本上提高齿轮的使用寿命。
2.正确操作
工人对于齿轮的正确安装和使用是保证齿轮正常运转的前提。煤矿工作需要承担很大的负载，因此在齿轮安装时和定期检修时都要保证齿轮的承载强度达到煤矿工作的条件。齿轮不仅仅需要考虑到承载能力，还有表面光滑度、轮齿的硬度等多方面都需要达到相关的标准；主动轮和从动轮要合理的结合在一起，避免不必要的磨损，损耗齿轮的寿命；还有就是一定要定期对齿轮进行检修，尽可能避免因齿轮带来的故障导致机械停转。
3.润滑剂的使用
现今，煤矿施工现场中齿轮的运转往往没有使用润滑剂的惯性或者不重视润滑剂的功效。我们应该发挥润滑剂的作用，而不是一知半解的不考虑环境、齿轮型号、机械型号等多种因素就使用一种润滑剂，这种现状不可能达到预期的效果，会缩短齿轮原有的使用寿命、加快磨损效率，从整体上拉低齿轮的功效，影响煤矿机械的工作效率。我们的工作人员应该根据科学理论和实际经验总结出不同型号、季节、工作环境等使用不同的润滑剂，并输入相关的数据库，便于维修时作为参考案例，从而延长齿轮的使用寿命。
4.提高整体的技术设备
齿轮质量的提升最终是为了提高煤矿的工作效率，从而提高生产效益，但是齿轮仅仅是需要提高的一部分，在整个煤矿企业当中，还需要将强机械设备的现今水平和提升管理水平。齿轮的质量也需要煤矿企业管理的监管系统的把关，它需要对于煤矿相关机械、零件的严格监控，保证硬件设备的质量问题；齿轮的作用是机械能的传递，直接作用于煤矿的相关机械，若是机械设备质量不过关或仍是老式的设备，尽管齿轮质量达到先进的水平，也只是鸡肋，起不到任何作用。煤矿企业只有整体水平的提升，才能使各个组成部分相互促进，共同进步。
结束语
综上所述，齿轮的失效主要有五种常见的形式，有的是齿轮本身的质量问题，也有机械问题，还有周遭环境的影响，除此之外也有管理水平问题等多方面主客观的问题。煤矿一直是高危作业，被保险列为特殊行业，其安全性和可靠性都需要极度的加强，小到齿轮的质量问题，再到機械的先进性问题，大到企业管理问题都需要引起足够的重视，甚至是国家的监管等诸多方面，以保证煤矿企业的安全性和经济性，从而推动煤矿企业的进步。
参考文献
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